Министерство сельского хозяйства Российской Федерации

Кемеровский государственный сельскохозяйственный институт

Кафедра механизации сельскохозяйственного производства

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине «Основы теории тракторов и автомобилей»

на тему: Расчет основных характеристик бензинового двигателя

Индивидуальное задание

Таблица 1

Показатели двигателей	ЗИЛ- 130
Расположение, число цилиндров	6 Р
Число клапанов	12
Номинальная мощность КВт	200
Тип двигателя	Карбюраторный
Частота вращения об/мин	7500
Коэффициент избытка воздуха	0,96
Степень сжатия	8,0

Содержание

Введение

1. Расчет основных размеров двигателя

1.1. Тепловой расчет и тепловой баланс карбюраторного двигателя

1.1.1 Топливо

1.1.2 Параметры рабочего тела

1.1.3 Коэффициент избытка воздуха

1.2 Параметры окружающей среды и остаточные газы

1.3 Процесс впуска

1.3.1 Плотность заряда на впуске

1.3.2 Потери давления на впуске

1.3.3 Коэффициент остаточных газов

1.4 Процесс сжатия

1.5 Процесс сгорания

1.5.1 Температура в конце видимого процесса сгорания

1.6 Процессы расширения и выпуска

1.7 Индикаторные параметры рабочего цикла

1.8 Эффективные показатели двигателя

1.9 Вывод

2. Построение индикаторной диаграммы

2.1 Теоретическое среднее индикаторное давление

2.2 Тепловой баланс

3. Расчёт кинематики и динамики двигателя

3.1 Выбор л и длины L_ш шатуна

3.2 Силы давления газов

3.3 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

3.4 Удельные и полные силы инерции

3.5 Удельные суммарные силы

3.6 Крутящие моменты

3.7 Графики динамического расчёта карбюраторного двигателя

Вывод

Список литературы

Введение

Цели и задачи:

Целью данного курсового проекта является улучшение эксплуатационных и технических показателей вследствие применения более современных конструкционных материалов и улучшения тепловых процессов двигателя, а также повышение надёжности его работы, снижение токсичности отработанных газов и улучшение вибрационно-акустических качеств за счёт повышения уравновешенности масс кривошипно-шатунного механизма. В задачи проекта входит расчёт и определение параметров и показателей рабочего цикла, основных размеров, кинематический и динамический анализ, оценка прочности деталей, расчёт и компоновка систем, обслуживающих двигатель.

В курсовом проекте в качестве прототипа используется автомобиль ЗИЛ-130 грузовой, с закрытым двухдверным кузовом, с передним расположением двигателя и задними ведущими колёсами, предназначен для перевозки трех человек и груза не более 4000 кг. Автомобиль рассчитан для эксплуатации при температуре окружающей среды от минус 40⁰ С до плюс 45⁰ С.

На автомобиль устанавливается 6-цилиндровый карбюраторный двигатель с Р - образным расположением цилиндров. Двигатель приводит в движение автомобиль и его оборудование. В таблице 1 приведены основные показатели и параметры двигателя в сравнении с лучшими отечественными и мировыми аналогами.

Таким образом, двигатель ЗИЛ- 130 значительно отстаёт от аналогов и на мой взгляд требует значительной модернизации конструкции с целью дальнейшего повышения производительности, эффективных показателей, а также уменьшения выбросов вредных веществ в окружающую среду.

1. Расчет основных размеров двигателя

1.1. Тепловой расчёт и тепловой баланс карбюраторного двигателя

Произвести расчет четырехтактного карбюраторного двигателя, предназначенного для грузового автомобиля. Эффективная мощность двигателя N_е = 110 кВт при частоте вращения коленчатого вала п = 7500 об/мин. Двигатель шестицилиндровый, i = 6 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия е = 8,0.

1.1.1 Топливо

В соответствии с заданной степенью сжатия е = 8,0 можно использовать бензин марки АИ-80.

Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива

С =0,855; Н =0,145 и m_т = 115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива

1.1.2 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

кмоль возд/кг топл.;

= кг возд/кг топл.

1.1.3 Коэффициент избытка воздуха

Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при б ? 0,95 - 0,98, позволяет принять б = 0,96 на основных режимах, а на режиме минимальной частоты вращения б = 0,86.

Количество горючей смеси

М₁= бL₀ + l/m_т; (1)

при п =7500 об/мин

M₁ = 0,96 · 0,516+1/115= 0,5041 кмоль гор. см/кг топл.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К=0,5 и принятых скоростных режимах:

кмоль СО₂/кг топл;

кмоль СО/кг топл;

кмоль Н₂О/кг топл;

кмоль Н₂/кг топл;

кмоль N₂/кг топл;

Общее количество продуктов сгорания

; (2)

М₂ = 0,0655 + 0,0057+0,0696 + 0,0029 + 0,3923 = 0,5360 кмоль пр. сг/кг топл.

Проверка:

М₂ = 0,855/12 + 0,145/2 + 0,792 • 0,96 • 0,516 = 0,5360 кмоль пр. сг/кг топл.



Давление и температура окружающей среды при работе двигателей без наддува рk=р0=0,1 МПа и Тk=Т0=293 К.

Температура остаточных газов. При постоянном значении степени сжатия е = 8,0 температура остаточных газов практически линейно возрастает с увеличением скоростного режима при б = const, но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая, что при п = 7500 об/мин б = 0,96, принимается: п=7500 об/мин, Т_r=1070 МПа

Давление остаточных газов р_r за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя можно получить на номинальном скоростном режиме

p_rN = 1,18р₀ = 1,18 · 0,1 =0,118 МПа.

Тогда,

A_р = (p_rN - p₀ ·1.035) 10⁸/(₎ =

= (0,118-0,1·1,035) 10⁸/(7000² * 0,1) = 0,2959;

Р_r = р₀ (1,035 + A_р· 10^-8n²) =

=0,1 (1,035+ 0,4973 · 10^-8n²) = 0,1035 + 0,2959·10^-9n². (3)

при п =7500 об/мин, Р_r=0,1180 МПа

1.3 Процесс впуска

Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ?Т_N=8°С. Тогда

;

. (4)

Далее получим: ?Т= 8,1°С

1.3.1 Плотность заряда на впуске

,

где R_B = 287 Дж/кг · град -- удельная газовая постоянная для воздуха.

1.3.2 Потери давления на впуске

В соответствии со скоростным режимом двигателя (n = 7500 об/мин) и при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять

в² + о_вп = 2,8 и щ_вп = 95 м/с.

Тогда

А_n = щ_вп /n_N = 95/7000= 0,01357;

. (5)

Отсюда получим: при n = 7000 об/мин

?p_б= 2,8 * 0.01759² * 7500² * 1,189 Ч10^-6/2 = 0,025 МПа;

Давление в конце впуска

р_б= p₀ -- ?p_б, (6)

р_б=0,075 МПа

1.3.3 Коэффициент остаточных газов

При определении г_r для двигателя без наддува принимается коэффициент очистки ц_оч = 1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме ц_доз = 1,10, что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30-60°.

При максимальном скоростном режиме (п = 7500 об/мин) значения ц_доз можно получить, приняв линейную зависимость ц_доз от скоростного режима. Тогда

. (7)

при n = 7500 об/мин

;

Температура в конце впуска:

(8)

при n = 7500 об/мин

К;

Коэффициент наполнения:

. (9)

при n = 7500 об/мин

1.4 Процесс сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия k₁ при е =8,0 и рассчитанных значениях Т_а определяется по графику, а средний показатель политропы сжатия n₁ принимается несколько меньше k₁. При выборе n₁ учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а n₁ уменьшается по сравнению с k₁ более значительно:

п=7500 об/мин

k₁₌1,3772

T_б=345,4 К

n₁=1,377

Давление в конце сжатия

(10)

при n = 7500 об/мин

МПа;

Температура в конце сжатия

(11)

при n = 7500 об/мин

К;

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха):

, (12)

где

п=7500 об/мин

t_c=483,5 °С

=21,88 кДж/(кмоль · град);

б) остаточных газов

- определяется методом экстраполяции;

при n = 7000 об/мин, б = 0,96 и t_c =484 °С

кДж/(кмоль * град);

в) рабочей смеси

(13)

кДж/(кмоль * град);

1.5 Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей

и рабочей смеси

(14)

при n = 7500 об/мин м₀=0,5360/0,5041=1,0633;

м=(1,0633+0,062)/(1+0,062)=1,0596.

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

?Н_u= 119950(1-- б)L₀. (15)

при n = 7500 об/мин

?Н_u= 119950·(1-- 0,96)·0,516=2476 кДж/кг.

Теплота сгорания рабочей смеси

Н_раб.см = (Н_u - ?H_u)/[М₁(1 + г_r)]. (16)

при n = 7500 об/мин

Нраб.см = (43930 - 2476)/[0,5041(1 + 0,062)]=77433 кДж/кмоль раб. см;

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания

(17)

при n = 7500 об/мин

=(1/0,536) [0,0655 •(39,123 + 0,003349t_z) +0,0057• (22,49 + 0,00143t_z) + 0,0696 (26,67 + 0,004438t_z) + 0,0029 • (19,678 + 0,001758t_z) + 0,3923(21,951+0,001457t_z)] = 24,656 + 0,002077t_z кДж/(кмоль•град).

Величина коэффициента использования теплоты о_z при 7500 об/мин в результате значительного догорания топлива в процессе расширения снижается. Поэтому при изменении скоростного режима о_z ориентировочно принимается в пределах, которые имеют место у работающих карбюраторных двигателей: п=7500 об/мин, о_z =0,89.

1.5.1 Температура в конце видимого процесса сгорания

. (18)

при n = 7500 об/мин

0,89 • 77433 + 22,002 • 484 = 1,0596 • (24,656 + 0,002077t_z)t_z,

или

,

откуда

°C

T_z=t_z+273=2402+273=2675 K.

Максимальное давление сгорания теоретическое

р_z = p_cмT_z/T_c^. (19)

при n = 7500 об/мин

р_z = 1,314·1,0596·2675/756=4,927 МПа;

Максимальное давление сгорания действительное

р_zд = 0,85* р_z;

п=7500 об/мин, р_zд=4,1875 МПа

Степень повышения давления

л= р_z /p_c (20)

п=7500 об/мин

л=3,187

1.6 Процессы расширения и выпуска

Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяется по номограмме при заданном е =8,0 для соответствующих значений б и Т_z, а средний показатель политропы расширения n₂ оценивается по величине среднего показателя адиабаты:

п=7500 об/мин

б=0,96

T_z=2675 К

k₂=1,2522

n₂=1,252

Давление и температура в конце процесса расширения

(21)

(22)

при n = 7500 об/мин

р_b= 5,16/8,0^1,252 = 0,382 МПа

Т_b= 2675/8,0^{1,252 -1} = 1584 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

(23)

при n = 7500 об/мин

;

,

где ? -- погрешность расчета.

На всех скоростных режимах температура остаточных газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 1,7%.

1.7 Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление

(24)

при n = 7500 об/мин

Среднее индикаторное давление:

МПа (25)

где коэффициент полноты диаграммы принят ц_и = 0,96;

п=7500 об/мин

p_i =0,672 МПа

Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива

(26)

(27)

при n = 7500 об/мин

;

г/(кВт·ч).

1.8 Эффективные показатели двигателя

Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя

p_м= 0,034 + 0,0113 _п.ср (МПа) (28)

Предварительно приняв ход поршня S равным 95 мм,

получим

х_п.ср. = Sn/3 · 10⁴ = 95 n/3 ·10⁴ =0,0032n м/с,

тогда

р_м = 0,034 + 0,0113 * 0,0032n МПа,

а на скоростном режиме:

п=7500 об/мин

х_п.ср= 22,4 м/с

р_м =0,287 МПа

Среднее эффективное давление и механический КПД

(29)

; (30)

п=7500 об/мин

p_i=0,672 МПа

p_e=0,385 МПа

з_м=0,42

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:

(31)

; (32)

п=7500 об/мин

з_i=0,245 МПа

з_e=0,231 МПа

g_e=355 г/(кВт·ч)

Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя:

V_л = 30фN_e/(p_en) = 30 · 4 · 110/(0, 385 · 7500) = 4,57142л.

Рабочий объем одного цилиндра:

V_h = V_л/i = 4,57142/6 = 0,761 л.

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S = 95 мм, то

мм

Окончательно принимается D = 105мм и S = 95 мм.

Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S:

л;

мм²=86,55 см²;

; (33)

; (34)

, (35)

п=7500 об/мин

p_e=0,385 МПа

N_e=73,87 кВт

M_e=100,82 Н·м

G_T =26,22 кг/ч

Литровая мощность двигателя

кВт/л;

1.9 Вывод

Основные данные, полученные в тепловом расчёте, при сравнение с характеристиками прототипа (см. таб.) позволяют сделать вывод о том, что для дальнейших расчётов мы можем принять этот двигатель, так как расхождение не превышает 10%.

	Ne, кВт	ре	зе	ge, г/кВт•ч
Рассчитанное	73,87	0,385	0,23	355
Прототипа	110,0	0,7	0,27	335

2. Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строят для номинального режима работы двигателя, т. е. при N_e = 74 кВт и n = 7500 об/мин.

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня М_s = 1 мм в мм; масштаб давлений М_р = 0,05 МПа в мм.

Приведенные величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

мм;

мм

Максимальная высота диаграммы (точка z)

мм

Ординаты характерных точек:

мм; мм;

мм; мм;

мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия

(36)

Отсюда

мм,

Где

мм.

б) политропа расширения

(37)

Отсюда,

мм

Результаты расчета точек политроп приведены в таблице1

Таблица 1

№ точек	OX, мм		Политропа сжатия	Политропа расширения
				, мм	, МПа		, мм	, МПа
1	10,7	8,5	19,04	32,4	1,62 (точка с)	14,55	132,4	6,62 (точка z)
2	11,3	8	17,52	29,8	1,49	13,48	122,7	6,135
3	12,9	7	14,58	24,7	1,23	11,41	103,8	5,19
4	18,1	5	9,17	15,5	0,77	7,490	68,2	3,41
5	22,7	4	6,74	11,5	0,58	5,66	51,5	2,57
6	30,2	3	4,54	7,7	0,385	3,953	36	1,8
7	45,4	2	2,59	4,4	0,22	2,380	21,658	1,083
8	60,5	1,5	1,74	3,0	0,15	1,661	15,1	0,755
9	90,7	1	1	1,7	0,085 (точка а)	1	9,1 (точка b)	0,455

2.1 Теоретическое среднее индикаторное давление

,

где мм² - площадь диаграммы aczba. Это близко к рассчитанному.

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r', а', а", с', f и b' по формуле для перемещения поршня:

, (38)

где л -- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Выбор величины л производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается л = 0,285.

Расчеты координат точек r', а', а", с', f и b' сведены в табл. 2.

Таблица 2

Обозначение точек	Положение точек			Расстояние точек от в.м.т. (AX), мм
	до в.м.т.	18	0,0655	2,6
	после в.м.т.	25	0,1223	4,8
	после в.м.т.	120	1,6069	62,5
	до в.м.т.	35	0,2313	9,0
	до в.м.т.	30	0,1697	6,6
	до в.м.т.	125	1,6667	65,0

Положение точки определяется по формуле:

МПа;

мм.

Действительное давление сгорания

МПа;

мм.

Соединяя плавными кривыми точки r с а', с' с с" и далее с z_д и кривой расширения, b' с b" (точка b" располагается обычно между точками b и а) и линией выпуска b"r'r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra'ac'fc" z_дb'b"r.

Построение внешних скоростных характеристик бензинового двигателя

На основании тепловых расчетов проведенных для четырех скоростных режимов работы бензиновых двигателей, получены и сведены в таблицу необходимые величины параметров для построения внешних скоростных характеристик.

Таблица 3

Частота вращения коленчатого вала, мин.-1	Параметры внешней скоростной характеристики
7500	73,87	355	100,82	26,22	0,23	0,96

2.2 Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Q₀ = H_uG_т/3,6 = 43930G_т/3,6= 12203 G_т; (39)

п=7500 об/мин

G_T=26,22 кг/ч

Q₀ =319963 Дж/с

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с:

Q_e = 1000N_e, (40)

п=7500 об/мин

Q_e=73870 Дж/с

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Q_в= ciD^l+2mn^m (H_u - ?Н_u)/(бН_u), (41)

В расчете принято с = 0,5; i -- число цилиндров; D -- диаметр цилиндра, см; n -- частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; m = 0,7 -- показатель степени для шеститактных двигателей.

Q_в= 0,5·6·10,5^l+2·0,7·7500^0,7 (43930 - 2476)/(0,96·43930)=40943,3 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработанными газами:

. (42)

Q_r = (26,22/3,6) ·{0,536· [22,002+ 8,315] · 797 --0,5096 · [20,775+ +8,315]Ч 20} = 92379,3 Дж/с,

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Q_н.c = ?Н_uG_т/3,6. (43)

Q_н.c =2476 * 26,22/3,6 =18033,5 Дж/с;

Неучтенные потери теплоты

Q_ocт =Q₀-(Q_e+Q_в+Q_r + Q_н.c) (44)

Q_ост = 319963-(73870 + 40943,3 + 92379,3 + 18033,5) =94736,9 Дж/с.

3. Расчёт кинематики и динамики двигателя

3.1 Выбор л и длины L_ш шатуна

В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил отношение радиуса кривошипа к длине шатуна предварительно было принято в тепловом расчете л = 0,285. При этих условиях

мм.

Устанавливаем, что ранее принятые значения L_ш и л обеспечивают движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчета величин L_ш и л не требуется. Сравнивая L_ш рассчитанную и L_ш прототипа делаем вывод что мы можем принять л=0,285 так как погрешность не превышает 10%, ?L_ш=0,2.

Перемещение поршня

мм. (45)

Расчет s_x производится аналитически через каждые 10° угла поворота коленчатого вала. Значения для при различных ц взяты из таблицы как средние между значениями при л=0,28 и 0,29 и занесены в гр. 2 расчетной таблицы (для сокращения объема значения в таблице даны через 30°). Угловая скорость вращения коленчатого вала

рад/с.

Скорость поршня

м/с (46)

Значения для взяты аз таблицы и занесены в гр. 4, а рассчитанные значения v_п -- в гр. 5 таблицы.

Ускорение поршня

=м/с². (47)

Значения для (cos+0,285cos2) взяты из таблицы и занесены в графу 6, а рассчитанные значения - в гр. 7 таблицы 4.

Таблица 4

o		мм		, м/с	(cos+0,285cos2)	j,м/с2
1	2	3	4	5	6	7
0	0,0000	0,0	0,0000	0,0	+1,2860	+16420
30	+0,1697	6.8	+0,6234	+14	+1,0085	+12877
60	+0,6069	24.0	+0,9894	+22.4	+0,3575	+4565
90	+1,1425	45.7	+1,0000	+22.6	-0,2850	-3639
120	+1,6069	64.3	+0,7426	+16.8	-0,6425	-8204
150	1,9017	76.0	+0,3766	+8.5	-0,7235	-9238
180	+2,0000	80	0,0000	0,0	-0,7150	-9129
210	+1,9017	76.0	-0,3766	-8.5	-0,7235	-9238
240	+1,6069	64.3	-0,7426	-16.8	-0,6425	-8204
270	+1,1425	45.7	-1,0000	-22.6	-0,2850	-3639
300	+0,6069	24.0	-0,9894	-22.4	+0,3575	+4565
330	+0,1697	6.8	-0,6234	-14	+1,0085	+12877
360	+0,0000	0,0	-0,0000	0,0	+1,2850	+16408

По данным таблицы построены графики в масштабе мм в мм, - в масштабе м/с в мм, - в масштабе м/с² в мм. Масштаб угла поворота коленчатого вала в мм.

При , а на кривой - это точка перегиба.

3.2 Силы давления газов

Индикаторную диаграмму, полученную в тепловом расчете, развертывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Поправка Брикса

мм,

где М_s -- масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.

Масштабы развернутой диаграммы: давлений и удельных сил МПа в мм; полных сил

МН в мм,

или M_p=245 Н в мм, угла поворота кривошипа M_ц=3°в мм, или

рад в мм,

где OB-- длина развернутой индикаторной диаграммы, мм.

По развернутой диаграмме через каждые 10° угла поворота кривошипа определяют значения ?p_г и заносят в гр. 2 сводной таблицы динамического расчета (в таблице значения даны через 30° и точка при ц=370°).

3.3 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

С учетом диаметра цилиндра, отношения , рядного расположения цилиндров и достаточно высокого значения р_z устанавливаются:

- масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято =80 кг/м²)

кг;

- масса шатуна (для стального кованого шатуна принято кг/м²)

кг;

- масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для литого чугунного вала принято кг/м²)

кг.

- масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

кг.

- масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

кг.

Массы, совершающие вращательное движение:

кг.

3.4 Удельные и полные силы инерции

Из таблицы переносят значения j в гр. 3 таблицы и определяют значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (гр. 4):

Мпа. (48)

Центробежная сила инерции вращающихся масс.

кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна:

кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:

кН.

3.5 Удельные суммарные силы

Удельная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца (гр. 5):

Удельная нормальная сила (МПа)

.

Значения tgв определяют для л=0,285 по таблице и заносят в гр. 6, а значения p_N -- в гр. 7.

Удельная сила (МПа), действующая вдоль шатуна (гр. 9):

. (49)

Удельная сила (МПа), действующая по радиусу кривошипа (гр. 11):

(50)

Удельная (гр.13) и полная (гр.14) тангенциальные силы (МПа и кН):

(51)

. (52)

По данным таблицы строят графики изменения удельных сил p_j, p, p_s, p_N, p_K и р_T в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала ц.

Среднее значение тангенциальной силы за цикл по данным теплового расчета

Н;

3.6 Крутящие моменты

Крутящий момент одного цилиндра

Н·м (53)

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками

Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом через каждые 10° угла поворота коленчатого вала и по полученным данным строится кривая М_кр в масштабе М_М= 10 Н·м в мм.

Средний крутящий момент двигателя:

По данным теплового расчета

Н·м;

Максимальный и минимальный крутящие моменты (рис. 10.2, д) M_кp.max=500 Н·м; М_кр.min= -212 Н·м.

3.7 Графики динамического расчёта карбюраторного двигателя



Таблица

ц°	Цилиндры	Мкр.ц, Н·м
	1-й	2-й	3-й	4-й
	ц° кривошипа	Мкр.ц, Н·м	ц° кривошипа	Мкр.ц, Н·м	ц° кривошипа	Мкр.ц, Н·м	ц° кривошипа	Мкр.ц, Н·м
0	0	0	180	0	360	0	540	0	0
30	30	-180	210	-75	390	240	570	-78	-93
60	60	-103	240	-133	420	161	600	-137	-212
90	90	77	270	-84	450	221	630	-83	131
120	120	132	300	71	480	199	660	97	499
150	150	75	330	90	510	97	690	176	438
180	180	0	360	0	540	0	720	0	0



Вывод

На основе полученных в процессе теплового расчёта эффективные показатели двигателя, а также некоторых технических характеристик можно сделать некоторые выводы. Карбюраторный двигатель ВАЗ 2106 производства Волжского автомобильного завода имеет эффективный КПД равный 29%. Удельный эффективный расход топлива составляет 3085 г/кВт•ч. Среднее эффективное давление 0,91 МПа, что в полнее соответствует такому роду двигателей. Этот мотор можно отнести к высокооборотным, а по эффективной мощности к двигателям со средней мощностью. Отсюда следует, что действительно целесообразно использовать его в качестве привода легковых автомобилей.

Список литературы

1. Двигатели внутреннего сгорания. В 3-х книгах. Под редакцией В.Н. Луканина. 1995 Г

2. Курсовое и дипломное проектирование. Методические указания по оформлению курсовых и дипломных проектов (работ) для студентов специальностей 140200 и 240500. Издательство АГТУ, 2002 г.. 45 с

3. Условные графические обозначения в схемах судовых систем и систем энергетических установок. Методическое пособие. Издательство АГТУ, 2002 г. 60 с.

4. Порядок построения, изложения и оформления технического задания. Методические указания. Издательство АТИРПиХ. 1993 г. 12 с.

5. Фомин Ю.Я. и др. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судостроение, 1993. 344 с.

6. Лебедев О.Н., Сомов В.А., Калашников С.А. Двигатели внутреннего сгорания речных судов: Учебник для вузов. М.: Транспорт, 1990. 328 с.

7. Дизели. Справочник. Изд-е 3-е, переработ, и дополн. Под общей редакцией В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, Л.К. Коллерова. Л.: Машиностроение. 1977. 480 с

8. Двигатели внутреннего сгорания. Теория и расчёт рабочих процессов. 4-е изд., переработ, и дополн. Под общей редакцией А.С. Орлина и М.Г. Круглова. М.: Машиностроение. 1984.

9. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчёт на прочность поршневых и комбинированных двигателей. 4-е издан., переработ, и дополн. Под общей редакцией А.С. Орлина и М.Г. Круглова. М.: Машиностроение. 1984. 384 с.

10. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей. Колчин А.И. 3-е издание. 2002-496 с.